船用流量平衡阀声学性能仿真预测研究

周爱民，朱求源，徐宇哲，李树勋

(1. 武汉第二船舶设计研究所，湖北 武汉 430064；

2. 兰州理工大学 机械工业泵及特殊阀门工程研究中心，甘肃 兰州 730050)

0 引 言

船舶冷水系统管网设计中，各主管路、支管路冷水用户设置了多种类型的阀门，其主要功能是对管网内流体的流量、压阻和流动方向进行调节和控制，维持系统流量的动态平衡，从安全、声隐身的角度出发对各种阀门的性能进行分析十分必要。文献[1 – 4]已证明，阀门附近的漩涡是阀门产生流噪声的主要原因，并且随着阀门开度的变化，阀门附近漩涡的尺度增大，涡量变大，噪声增加，成为影响整个系统噪声指标的主要因素。目前，在船舶领域内对于各类不同介质用阀门的声学特性研究日益重视，基本设计路线为噪声源分析→声学结构优化↔CFD强度校核与仿真→试验台架验证。但由于阀门结构、边界条件及模型计算方程的复杂性，对其声学性能进行较为可信的CFD仿真预测比较困难，相关文献较少。其中文献[5 – 6]以某型蒸汽管路截止阀为研究对象，通过CFD数值模拟研究了阀门内部蒸汽流场的分布状态以及阀门流噪声的频谱特性，分析了阀门作为蒸汽管路中噪声源的声源特性。文献[7]采用CFD技术优化了某通海阀内流道结构，有效提高阀内最低压力、降低阀内最高流速和阀内最高湍动能、消除漩涡。这些成果对于研究低噪声阀门的声学性能有一定的借鉴。

为验证所设计的某型船用流量平衡阀流道结构是否满足声学特性要求，本文借助有限元分析软件Ansys、计算流体力学CFD软件Fluent和CFX、振动噪声专业分析软件LMS Virtual.Lab，建立了阀体流道三维几何模型，预测了该阀阀体在不同压差和阀芯位移下的噪声和振动总振级，研究成果可用于指导后续低噪声阀件的系列化设计。

1 模型构建及仿真计算

1.1 模型的建立

选取的某型流量平衡阀主要参数为DN50，额定流量10 m3/h，工作压差为14～220 kPa，其内部流道模型如图1所示。

根据对该阀进行流量特性仿真分析，得到不同阀芯位移下的流量曲线如图2所示。

图 2 流量平衡阀在不同阀芯位移下流量曲线图Fig. 2 Flow characteristic curve of flow balancing valve under different valve core displacement

利用SolidWorks三维实体建模软件，建立阀体流道三维模型，流道模型网格由ICEM CFD软件划分生成。由于阀内腔形状和流动状态复杂，采用自适应网格划分方法生成阀内流动区域贴体网格。阀体采用四面体/混合网格进行划分。并且对流动变化剧烈区域如：阀入口处流道、阀芯端部流道都进行了加密处理。

流量平衡阀流道模型的网格结构如图3所示模型建立后计算方程的选取及计算过程详见文献[5]。

1.2 不同开度下压力场及速度场分析

对流量平衡阀流道模型在Ansys CFX中进行模拟求解，以水为介质，模拟计算3种压差（55 kPa，110 kPa，220 kPa）下阀体流道内部在不同开度下的压力和速度分布云图，如图4～图9所示。

图 3 流量平衡阀流道网格模型图Fig. 3 Channel grid model drawing of flow balancing valve

图 4 阀体压差55 kPa时压力云图Fig. 4 Pressure distribution drawing of valve under 55 kPa pressure difference

图 5 阀体压差110 kPa时压力云图Fig. 5 Pressure distribution drawing of valve under 110 kPa pressure difference

图 6 阀体压差220 kPa时压力云图Fig. 6 Pressure distribution drawing of valve under 220 kPa pressure difference

由图4～图6可以看出，平衡阀在不同压差下进口流道压力分布相对较高，最大压力出现在阀体入口及阀芯节流处，经过阀胆节流后的流体压力分布均匀，且压力相对较小。

由图7～图9可以看出，阀芯形线处流速最大，出现流线集中，主要是阀芯开口形线节流的影响，压差越大，阀芯相对行程越大，通流面积越小，最大流速也逐渐增大。

针对阀体结构三维模型的仿真可为阀体内部流道结构优化提供理论依据，为下一步开展阀体声学性能计算提供基础。

图 8 阀体压差110 kPa时速度云图Fig. 8 Velocity distribution drawing of valve under 110 kPa pressure difference

图 9 阀体压差220 kPa时速度云图Fig. 9 Velocity distribution drawing of valve under 220 kPa pressure difference

2 流量平衡阀声学性能预测

2.1 噪声性能仿真预测

2.1.1 噪声预测基本理论

阀体噪声采用理论公式进行预测计算，其具体方法为：利用CFD软件Fluent对阀在预测工况下的流场进行数值模拟，获得阀的流量系数及预测工况下的流量值；再根据标准IEC 60534-8-4-2005中的典型阀门的噪声预测公式进行噪声的理论计算。

外部1 m处A计权声压级：

2.1.2 工作工况的噪声预测

对该平衡阀而言，不同压差下阀芯位移不同，其阀芯行程由阀前后压差决定，按照噪声随阀体工作压差变化的关联性，通过B-spline插值法拟合得到噪声随工作压差变化曲线，如图10所示。

图 10 不同工作压差下噪声曲线Fig. 10 Noise curve under working pressure difference

2.2 总振级性能预测

2.2.1 总振级预测基本理论

1）CFD软件计算瞬态流场

采用LMS Virtual.Lab软件和CFD软件相结合的方式，基于直接边界元法对阀门声学性能进行预测。将优化后的系统管路—阀体模型导入CFD软件，利用CFX模块模拟得到流体流动稳态信息，然后对流体进行瞬态分析，对于管、阀等非旋转机械，根据标准[8–9]定义0～300 Hz的频率范围可覆盖管道所有的振动频率，对流体瞬态初始条件进行设定，得到流体压力脉动时域信息，图11为流道全开（阀芯位移最大时）流体耦合面压力1 s时的压力脉动云图。

2）LMS软件计算阀体振动

图 11 流道全开时流体耦合面压力脉动云图Fig. 11 Pressure pulsation drawing of fluid coupling under channel 100% opening degree

将上述管—阀三维模型导入LMS软件，利用软件自带网格划分模块对其进行网格划分，网格模型如图12，其中原点为振动监测点。

图 12 管—阀系统网格划分模型Fig. 12 The grid subdivision model of tube-valve system

将管道两端固定，利用直接边界元法（BEM）对耦合面加速度信息传递进行模拟，得到管-阀壁面的频域加速度幅值（dB），图13为阀全关（0行程时）频率100.2 Hz的管—阀壁面加速度幅值（dB）。由图13可知，频率100.2 Hz时阀体壁面的加速度振动幅值最大，最大值为–5.74 dB，由于管道两端固定，管—阀结构越接近固定端处，其振动加速度幅值越小。

图 13 全关时频率100.2 Hz的壁面加速度振动幅值Fig. 13 Wall vibration acceleration amplitude under 100.2 Hz

2.2.2 工作工况的总振级预测

对阀体流道同一监测点不同阀芯位移（0～25 mm）下的振动加速度进行仿真，得到不同位移下的总振级，其图形如图14所示，可知阀芯位移最大时阀门总振级最大，最大值为133.5 dB。

3 结 语

本文在某型船用低噪声流量平衡阀流道结构优化的基础上，应用Solidworks软件对阀内流道建立了三维几何模型，导入计算流体动力学软件Fluent中进行压力场和速度场仿真分析计算，为开展低噪声阀件结构设计提供一定的理论依据。

针对各类阀件在船舶冷水系统管路减振降噪方面的突出问题，利用Ansys软件和声学分析软件LMS预测了典型流量平衡阀流道在不同工作压差和阀芯位移下声学性能指标，获取了阀体在全频率段的压力幅值和振动加速度值，并进一步拟合了阀体在不同因素下的噪声和振动特性曲线，对于冷水系统各类阀件减振降噪设计具有一定的意义。

图 14 总振级随阀芯位移变化曲线Fig. 14 Vibration curve under different valve core displacement

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